Máquinas de Balanceamento Feitas por Você Mesmo

1. Introdução

(Por que houve a necessidade de escrever este trabalho?)

Uma análise da estrutura de consumo dos dispositivos de balanceamento fabricados pela LLC "Kinematics" (Vibromera) revela que cerca de 30% deles são comprados para uso como sistemas de medição e computação estacionários para máquinas de balanceamento e/ou bancadas. É possível identificar dois grupos de consumidores (clientes) de nosso equipamento.

O primeiro grupo inclui empresas que se especializam na produção em massa de máquinas de balanceamento e na venda delas a clientes externos. Essas empresas empregam especialistas altamente qualificados com profundo conhecimento e vasta experiência no projeto, fabricação e operação de diversos tipos de máquinas de balanceamento. Os desafios que surgem nas interações com este grupo de consumidores estão mais frequentemente relacionados à adaptação de nossos sistemas de medição e software a máquinas existentes ou recém-desenvolvidas, sem abordar questões de sua execução estrutural.

O segundo grupo consiste em consumidores que desenvolvem e fabricam máquinas (bancadas) para suas próprias necessidades. Essa abordagem é explicada principalmente pelo desejo de fabricantes independentes de reduzir seus próprios custos de produção, que em alguns casos podem diminuir de duas a três vezes ou mais. Este grupo de consumidores frequentemente carece de experiência adequada na criação de máquinas e geralmente depende do uso do senso comum, informações da internet e de quaisquer análogos disponíveis em seu trabalho.

A interação com eles levanta muitas questões, que, além de informações adicionais sobre os sistemas de medição de máquinas de balanceamento, abrangem uma ampla gama de problemas relacionados à execução estrutural das máquinas, métodos de sua instalação na fundação, seleção de acionamentos e obtenção da precisão adequada de balanceamento, etc.

Considerando o significativo interesse demonstrado por um grande grupo de nossos consumidores nas questões de fabricação independente de máquinas de balanceamento, especialistas da LLC "Kinematics" (Vibromera) prepararam uma compilação com comentários e recomendações sobre as perguntas mais frequentes.

2. Tipos de Máquinas de Balanceamento (Bancadas) e Suas Características de Projeto

Uma máquina de balanceamento é um dispositivo tecnológico projetado para eliminar o desbalanceamento estático ou dinâmico de rotores para diversos fins. Ela incorpora um mecanismo que acelera o rotor a ser balanceado até uma frequência de rotação especificada e um sistema de medição e computação especializado que determina as massas e a colocação das massas corretivas necessárias para compensar o desbalanceamento do rotor.

A construção da parte mecânica da máquina geralmente consiste em uma base sobre a qual são instalados suportes (mancais). Estes são usados para montar o produto a ser balanceado (rotor) e incluem um acionamento destinado a girar o rotor. Durante o processo de balanceamento, que é realizado enquanto o produto está girando, os sensores do sistema de medição (cujo tipo depende do projeto da máquina) registram vibrações nos mancais ou forças nos mancais.

Os dados obtidos dessa maneira permitem determinar as massas e os locais de instalação das massas de correção necessárias para compensar o desbalanceamento.

Atualmente, dois tipos de projetos de máquinas de balanceamento (bancadas) são os mais prevalentes:

• Máquinas com Apoios Flexíveis (Soft Bearing) (com apoios flexíveis);
• Máquinas com Apoios Rígidos (Hard Bearing) (com suportes rígidos).

2.1. Máquinas e Bancadas com Apoios Flexíveis (Soft Bearing)

A característica fundamental das máquinas de balanceamento com mancais flexíveis (Soft Bearing) (bancadas) é que elas possuem suportes relativamente flexíveis, feitos com base em suspensões de molas, carris montados em molas, suportes de molas planas ou cilíndricas, etc. A frequência natural desses suportes é pelo menos 2-3 vezes menor que a frequência de rotação do rotor balanceado montado neles. Um exemplo clássico da execução estrutural de suportes flexíveis Soft Bearing pode ser visto no suporte do modelo de máquina DB-50, cuja fotografia é mostrada na Figura 2.1.

Figura 2.1. Suporte da máquina de balanceamento modelo DB-50.

Como mostrado na Figura 2.1, a estrutura móvel (deslizante) 2 está fixada aos postes estacionários 1 do suporte usando uma suspensão em molas de fita 3. Sob a influência da força centrífuga causada pelo desbalanceamento do rotor instalado no suporte, o carrinho (deslizante) 2 pode realizar oscilações horizontais em relação ao poste estacionário 1, que são medidas usando um sensor de vibração.

A execução estrutural deste suporte garante a obtenção de uma baixa frequência natural de oscilações do carrinho, que pode ser em torno de 1-2 Hz. Isso permite o balanceamento do rotor em uma ampla faixa de suas frequências rotacionais, a partir de 200 RPM. Esta característica, juntamente com a relativa simplicidade de fabricação desses suportes, torna este design atraente para muitos dos nossos consumidores que fabricam máquinas de balanceamento para suas próprias necessidades de diversos propósitos.

Figura 2.2. Suporte de Mancal Flexível da Máquina de Balanceamento, Fabricado pela "Polymer LTD", Makhachkala

A Figura 2.2 mostra uma fotografia de uma máquina de balanceamento de Mancal Flexível com suportes feitos de molas de suspensão, fabricada para necessidades internas da "Polymer LTD" em Makhachkala. A máquina é projetada para balancear rolos usados na produção de materiais poliméricos.

Figura 2.3 apresenta uma fotografia de uma máquina de balanceamento com uma suspensão de fita semelhante para o carrinho, destinada ao balanceamento de ferramentas especializadas.

Figuras 2.4.a e 2.4.b mostram fotografias de uma máquina Soft Bearing caseira para balanceamento de eixos de transmissão, cujos suportes também são feitos usando molas de suspensão de fita.

Figura 2.5 apresenta uma fotografia de uma máquina de Mancal Flexível projetada para balancear turbocompressores, com os suportes de seus carros também suspensos em molas de fita. A máquina, feita para uso privado de A. Shahgunyan (São Petersburgo), está equipada com o sistema de medição "Balanset 1".

De acordo com o fabricante (ver Fig. 2.6), esta máquina fornece a capacidade de balancear turbinas com desbalanceamento residual não superior a 0,2 g*mm.

Figura 2.3. Máquina Soft Bearing para Balanceamento de Ferramentas com Suspensão de Suporte em Molas de Fita

Figura 2.4.a. Máquina Soft Bearing para Balanceamento de Eixos de Transmissão (Máquina Montada)

Figura 2.4.b. Máquina Soft Bearing para Balanceamento de Eixos de Transmissão com Suportes de Carrinho Suspensos em Molas de Fita. (Suporte do Fuso Principal com Suspensão de Mola de Fita)

Figura 2.5. Máquina Soft Bearing para Balanceamento de Turbocompressores com Suportes em Molas de Fita, Fabricada por A. Shahgunyan (São Petersburgo)

Figura 2.6. Captura de Tela do Sistema de Medição 'Balanset 1' Mostrando os Resultados do Balanceamento do Rotor da Turbina na Máquina de A. Shahgunyan

Além da versão clássica dos suportes de máquinas de balanceamento Soft Bearing discutida acima, outras soluções estruturais também se tornaram amplamente difundidas.

Figuras 2.7 e 2.8 mostram fotografias de máquinas de balanceamento para eixos de transmissão, cujos suportes são feitos com base em molas planas (de placa). Essas máquinas foram fabricadas para as necessidades proprietárias da empresa privada "Dergacheva" e da LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), respectivamente.

Máquinas de balanceamento de Mancal Flexível com esses suportes são frequentemente reproduzidas por fabricantes amadores devido à sua relativa simplicidade e facilidade de fabricação. Esses protótipos são geralmente máquinas da série VBRF da "K. Schenck" ou máquinas de produção doméstica semelhantes.

As máquinas mostradas nas Figuras 2.7 e 2.8 são projetadas para balanceamento de eixos de transmissão de dois, três e quatro suportes. Elas têm uma construção semelhante, incluindo:

• uma estrutura soldada 1, baseada em duas vigas em I conectadas por nervuras transversais;
• um suporte de fuso estacionário (frontal) 2;
• um suporte de fuso móvel (traseiro) 3;
• um ou dois suportes móveis (intermediários) 4. Os suportes 2 e 3 abrigam conjuntos de fuso 5 e 6, destinados à montagem do eixo de transmissão balanceado 7 na máquina.

Figura 2.7. Máquina de Mancal Flexível para Balanceamento de Eixos de Transmissão da Empresa Privada "Dergacheva" com Suportes em Molas Planas (de Placa)

Figura 2.8. Máquina de Mancal Flexível para Balanceamento de Eixos de Transmissão da LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") com Suportes em Molas Planas

Sensores de vibração 8 são instalados em todos os suportes, que são usados para medir as oscilações transversais dos suportes. O fuso principal 5, montado no suporte 2, é girado por um motor elétrico por meio de uma transmissão por correia.

Figuras 2.9.a e 2.9.b mostram fotografias do suporte da máquina de balanceamento, que é baseado em molas planas.

Figura 2.9. Suporte de Máquina de Balanceamento Soft Bearing com Molas Planas

• a) Vista lateral;
• b) Vista frontal

Dado que os fabricantes amadores frequentemente usam esses suportes em seus projetos, é útil examinar as características de sua construção em mais detalhes. Como mostrado na Figura 2.9.a, este suporte consiste em três componentes principais:

• Placa inferior de suporte 1: Para o suporte de fuso frontal, a placa é fixada rigidamente aos trilhos; para suportes intermediários ou suportes de fuso traseiro, a placa inferior é projetada como um carrinho que pode se mover ao longo dos trilhos da estrutura.
• Placa superior de suporte 2, na qual os conjuntos de suporte são montados (suportes de rolo 4, fusos, mancais intermediários, etc.).
• Duas molas planas 3, conectando as placas de mancal inferior e superior.

Para evitar o risco de aumento da vibração dos suportes durante a operação, que pode ocorrer durante a aceleração ou desaceleração do rotor balanceado, os suportes podem incluir um mecanismo de bloqueio (ver Fig. 2.9.b). Este mecanismo consiste em um suporte rígido 5, que pode ser engatado por um bloqueio excêntrico 6 conectado a uma das molas planas do suporte. Quando o bloqueio 6 e o suporte 5 estão engatados, o suporte é bloqueado, eliminando o risco de aumento da vibração durante a aceleração e desaceleração.

Ao projetar suportes feitos com molas planas (de chapa), o fabricante da máquina deve avaliar a frequência de suas oscilações naturais, que depende da rigidez das molas e da massa do rotor balanceado. Conhecer este parâmetro permite que o projetista escolha conscientemente a faixa de frequências rotacionais operacionais do rotor, evitando o perigo de oscilações ressonantes dos suportes durante o balanceamento.

Recomendações para cálculo e determinação experimental das frequências naturais de oscilação dos suportes, bem como de outros componentes das máquinas de balanceamento, são discutidas na Seção 3.

Como observado anteriormente, a simplicidade e a facilidade de fabricação do design do suporte usando molas planas (de chapa) atraem desenvolvedores amadores de máquinas de balanceamento para diversos propósitos, incluindo máquinas para balanceamento de virabrequins, rotores de turbocompressor automotivo, etc.

Como exemplo, as Figuras 2.10.a e 2.10.b apresentam um esboço de visão geral de uma máquina projetada para balancear rotores de turbocompressor. Esta máquina foi fabricada e é usada para necessidades internas da LLC "SuraTurbo" em Penza.

2.10.a. Máquina para Balanceamento de Rotores de Turbocompressor (Vista Lateral)

2.10.b. Máquina para Balanceamento de Rotores de Turbocompressores (Vista do Lado do Mancal Frontal)

Além das máquinas de balanceamento com mancais flexíveis discutidas anteriormente, às vezes são criados suportes de mancais flexíveis relativamente simples. Esses suportes permitem o balanceamento de alta qualidade de mecanismos rotativos para diversos fins com custos mínimos.

Vários desses suportes são revisados abaixo, construídos com base em uma placa plana (ou estrutura) apoiada em molas de compressão cilíndricas. Essas molas são geralmente selecionadas de modo que a frequência natural de oscilação da placa com o mecanismo balanceado instalado nela seja 2 a 3 vezes menor que a frequência de rotação do rotor desse mecanismo durante o balanceamento.

Figura 2.11 mostra uma fotografia de um suporte para balanceamento de discos abrasivos, fabricado para produção interna por P. Asharin.

Figura 2.11. Suporte para Balanceamento de Discos Abrasivos

O suporte consiste nos seguintes componentes principais:

• Placa 1, montada em quatro molas cilíndricas 2;
• Motor elétrico 3, cujo rotor também serve como fuso, no qual é montado um mandril 4, usado para instalar e fixar o disco abrasivo no fuso.

Uma característica fundamental deste suporte é a inclusão de um sensor de pulso 5 para o ângulo de rotação do rotor do motor elétrico, que é usado como parte do sistema de medição do suporte ("Balanset 2C") para determinar a posição angular para remoção da massa de correção da roda abrasiva.

Figura 2.12 mostra uma fotografia de um suporte usado para balanceamento de bombas a vácuo. Este suporte foi desenvolvido sob encomenda pela JSC "Measurement Plant".

Figura 2.12. Suporte para Balanceamento de Bombas a Vácuo da JSC "Measurement Plant"

A base deste suporte também usa Placa 1, montada em molas cilíndricas 2. Na Placa 1, é instalada uma bomba a vácuo 3, que possui sua própria unidade motriz elétrica capaz de variar amplamente as velocidades de 0 a 60.000 RPM. Sensores de vibração 4 são montados na carcaça da bomba, que são usados para medir vibrações em duas seções diferentes em alturas distintas.

Para sincronização do processo de medição de vibração com o ângulo de rotação do rotor da bomba, um sensor de ângulo de fase a laser 5 é usado no suporte. Apesar da construção externa aparentemente simplista de tais suportes, ela permite alcançar um balanceamento de altíssima qualidade do impelidor da bomba.

Por exemplo, em frequências de rotação subcríticas, o desbalanceamento residual do rotor da bomba está abaixo da tolerância da classe de qualidade de balanceamento mais fina definida na ISO 21940-11 (antiga ISO 1940-1), G0.4 — um resultado de bancada interno equivalente a um G0.16 notional, que é mais rigoroso do que qualquer classe listada na norma.

A vibração residual da carcaça da bomba alcançada durante o balanceamento em velocidades de rotação de até 8.000 RPM não excede 0,01 mm/s.

Suportes de balanceamento fabricados de acordo com o esquema descrito acima também são eficazes no balanceamento de outros mecanismos, como ventiladores. Exemplos de suportes projetados para balanceamento de ventiladores são mostrados nas Figuras 2.13 e 2.14.

Figura 2.13. Suporte para Balanceamento de Impelidores de Ventiladores

A qualidade do balanceamento de ventiladores alcançada nesses suportes é bastante alta. De acordo com especialistas da LLC "Atlant-project", no suporte projetado por eles com base nas recomendações da LLC "Kinematics" (ver Fig. 2.14), o nível de vibração residual alcançado ao balancear ventiladores foi de 0,8 mm/s. Isso é mais de três vezes melhor que a tolerância estabelecida para ventiladores na categoria BV5 de acordo com a ISO 31350-2007 "Vibração. Ventiladores industriais. Requisitos para vibração produzida e qualidade de balanceamento."

Figura 2.14. Suporte para Balanceamento de Impelidores de Ventiladores de Equipamentos à Prova de Explosão da LLC "Atlant-project", Podolsk

Dados semelhantes obtidos na JSC "Lissant Fan Factory" mostram que esses suportes, usados na produção em série de ventiladores de duto, garantiram consistentemente uma vibração residual não superior a 0,1 mm/s.

2.2. Máquinas com Apoios Rígidos (Hard Bearing)

As máquinas de balanceamento com mancais rígidos diferem das máquinas de mancais flexíveis discutidas anteriormente no projeto de seus suportes. Seus suportes são feitos na forma de placas rígidas com ranhuras complexas (recortes). As frequências naturais desses suportes excedem significativamente (pelo menos 2 a 3 vezes) a frequência de rotação máxima do rotor balanceado na máquina.

As máquinas de mancais rígidos são mais versáteis do que as de mancais flexíveis, pois geralmente permitem o balanceamento de alta qualidade de rotores em uma faixa mais ampla de suas características de massa e dimensões. Uma vantagem importante dessas máquinas é também que elas permitem o balanceamento de alta precisão de rotores em velocidades de rotação relativamente baixas, que podem estar na faixa de 200-500 RPM e inferiores.

Figura 2.15 mostra uma fotografia de uma máquina de balanceamento de mancal rígido típica fabricada pela "K. Schenk". Deste gráfico, é evidente que partes individuais do suporte, formadas pelos slots intricados, têm rigidez variável. Sob a influência das forças do desbalanceamento do rotor, isso pode levar a deformações (deslocamentos) de algumas partes do suporte em relação a outras. (Na Figura 2.15, a parte mais rígida do suporte está destacada com uma linha pontilhada vermelha, e sua parte relativamente flexível está em azul).

Para medir as referidas deformações relativas, as máquinas de mancais rígidos podem usar sensores de força ou sensores de vibração altamente sensíveis de vários tipos, incluindo sensores de deslocamento de vibração sem contato.

Figura 2.15. Máquina de Balanceamento de Mancal Rígido da "K. Schenk"

Como indicado pela análise das solicitações recebidas de clientes para os instrumentos da série "Balanset", o interesse na fabricação de máquinas de mancal rígido para uso interno tem aumentado continuamente. Isso é facilitado pela ampla disseminação de informações publicitárias sobre as características de design das máquinas de balanceamento domésticas, que são usadas por fabricantes amadores como análogos (ou protótipos) para seus próprios desenvolvimentos.

Vamos considerar algumas variações de máquinas de mancal rígido fabricadas para as necessidades internas de vários consumidores dos instrumentos da série "Balanset".

Figuras 2.16.a – 2.16.d mostram fotografias de uma máquina de mancal rígido projetada para balanceamento de eixos de transmissão, que foi fabricada por N. Obyedkov (cidade de Magnitogorsk). Como visto na Fig. 2.16.a, a máquina consiste em uma estrutura rígida 1, na qual são instalados suportes 2 (dois de fuso e dois intermediários). O fuso principal 3 da máquina é girado por um motor elétrico assíncrono 4 por meio de uma transmissão por correia. Um controlador de frequência 6 é usado para controlar a velocidade de rotação do motor elétrico 4. A máquina é equipada com o sistema de medição e computação "Balanset 4" 5, que inclui uma unidade de medição, um computador, quatro sensores de força e um sensor de ângulo de fase (sensores não mostrados na Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Máquina de Mancais Rígidos para Balanceamento de Eixos de Transmissão, Fabricada por N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b mostra uma fotografia do suporte frontal da máquina com o fuso principal 3, que é acionado, como observado anteriormente, por uma transmissão por correia de um motor elétrico assíncrono 4. Este suporte é montado rigidamente na estrutura.

Figura 2.16.b. Suporte do Fuso Frontal (Principal).

Figura 2.16.c apresenta uma fotografia de um dos dois suportes intermediários móveis da máquina. Este suporte repousa em escorregadores 7, permitindo seu movimento longitudinal ao longo dos guias da estrutura. Este suporte inclui um dispositivo especial 8, projetado para instalar e ajustar a altura do mancal intermediário do eixo de transmissão balanceado.

Figura 2.16.c. Suporte Intermediário Móvel da Máquina

Figura 2.16.d mostra uma fotografia do suporte do fuso traseiro (movido), que, assim como os suportes intermediários, permite o movimento ao longo dos trilhos da estrutura da máquina.

Figura 2.16.d. Suporte do Fuso Traseiro (Movido).

Todos os suportes discutidos acima são placas verticais montadas em bases planas. As placas possuem ranhuras em T (ver Fig. 2.16.d), que dividem o suporte em uma parte interna 9 (mais rígida) e uma parte externa 10 (menos rígida). A rigidez diferente das partes interna e externa do suporte pode resultar em deformação relativa dessas partes sob as forças de desbalanceamento do rotor balanceado.

Sensores de força são tipicamente usados para medir a deformação relativa dos suportes em máquinas caseiras. Um exemplo de como um sensor de força é instalado em um suporte de máquina de balanceamento com mancais rígidos é mostrado na Figura 2.16.e. Como visto nesta figura, o sensor de força 11 é pressionado contra a superfície lateral da parte interna do suporte por um parafuso 12, que passa por um furo roscado na parte externa do suporte.

Para garantir uma pressão uniforme do parafuso 12 em todo o plano do sensor de força 11, uma arruela plana 13 é colocada entre ele e o sensor.

Figura 2.16.d. Exemplo de Instalação de Sensor de Força em um Suporte.

Durante a operação da máquina, as forças de desbalanceamento do rotor balanceado atuam através das unidades de suporte (fusos ou mancais intermediários) na parte externa do suporte, que começa a se mover (deformar) ciclicamente em relação à sua parte interna na frequência de rotação do rotor. Isso resulta em uma força variável atuando sobre o sensor 11, proporcional à força de desbalanceamento. Sob sua influência, um sinal elétrico proporcional à magnitude do desbalanceamento do rotor é gerado na saída do sensor de força.

Os sinais dos sensores de força, instalados em todos os suportes, são enviados para o sistema de medição e computação da máquina, onde são usados para determinar os parâmetros das massas de correção.

Figura 2.17.a. apresenta uma fotografia de uma máquina de mancal rígido altamente especializada usada para balanceamento de eixos "parafuso". Esta máquina foi fabricada para uso interno na LLC "Ufatverdosplav".

Como visto na figura, o mecanismo de aceleração da máquina possui uma construção simplificada, que consiste nos seguintes componentes principais:

• Estrutura soldada 1, que serve como base;
• Dois apoios fixos 2, rigidamente fixados à estrutura;
• Motor elétrico 3, que aciona o eixo balanceado (parafuso) 5 por meio de uma transmissão por correia 4.

Figura 2.17.a. Máquina de Mancal Rígido para Balanceamento de Eixos Parafuso, Fabricada pela LLC "Ufatverdosplav"

Os apoios 2 da máquina são placas de aço instaladas verticalmente com canais em T. No topo de cada apoio, há roletes de apoio fabricados com rolamentos, sobre os quais o eixo balanceado 5 gira.

Para medir a deformação dos suportes, que ocorre sob a ação do desbalanceamento do rotor, são usados sensores de força 6 (ver Fig. 2.17.b), que são instalados nos slots dos suportes. Esses sensores estão conectados ao dispositivo "Balanset 1", que é usado nesta máquina como sistema de medição e computação.

Apesar da relativa simplicidade do mecanismo de aceleração da máquina, ele permite um balanceamento de qualidade suficientemente alta de parafusos, que, como visto na Fig. 2.17.a., têm uma superfície helicoidal complexa.

De acordo com a LLC "Ufatverdosplav", o desbalanceamento inicial do parafuso foi reduzido em quase 50 vezes nesta máquina durante o processo de balanceamento.

Figura 2.17.b. Apoio de Máquina de Apoio Rígido para Balanceamento de Eixos Tipo Parafuso com Sensor de Força

O desbalanceamento residual alcançado foi de 3552 g*mm (19,2 g em um raio de 185 mm) no primeiro plano da hélice, e 2220 g*mm (12,0 g em um raio de 185 mm) no segundo plano. Para um rotor com peso de 500 kg e operando a uma frequência de rotação de 3500 RPM, este desbalanceamento corresponde à classe G6.3 conforme a ISO 21940-11 (antiga ISO 1940-1), o que atende aos requisitos estabelecidos em sua documentação técnica.

Um design original (ver Fig. 2.18), que envolve o uso de uma única base para instalação simultânea de suportes para duas máquinas de balanceamento de mancal rígido de tamanhos diferentes, foi proposto por S.V. Morozov. As vantagens óbvias desta solução técnica, que permitem minimizar os custos de produção do fabricante, incluem:

• Economia de espaço de produção;
• Uso de um único motor elétrico com inversor de frequência para operar duas máquinas diferentes;
• Uso de um único sistema de medição para operar duas máquinas diferentes.

Figura 2.18. Máquina de Balanceamento de Mancal Rígido ("Tandem"), Fabricada por S.V. Morozov

3. Requisitos para a Construção de Unidades Básicas e Mecanismos de Máquinas de Balanceamento

3.1. Rolamentos

3.1.1. Fundamentos Teóricos do Projeto de Rolamentos

Na seção anterior, as principais execuções de design de suportes de mancal flexível e mancal rígido para máquinas de balanceamento foram discutidas em detalhes. Um parâmetro crucial que os projetistas devem considerar ao projetar e fabricar esses suportes são suas frequências naturais de oscilação. Isso é importante porque a medição não apenas da amplitude de vibração (deformação cíclica) dos suportes, mas também da fase de vibração é necessária para calcular os parâmetros das massas de correção pelos sistemas de medição e computação da máquina.

Se a frequência natural de um suporte coincidir com a frequência de rotação do rotor balanceado (ressonância do suporte), a medição precisa da amplitude e fase de vibração é praticamente impossível. Isso é claramente ilustrado nos gráficos que mostram as mudanças na amplitude e fase das oscilações do suporte em função da frequência de rotação do rotor balanceado (ver Fig. 3.1).

A partir desses gráficos, conclui-se que, à medida que a frequência de rotação do rotor balanceado se aproxima da frequência natural das oscilações do apoio (ou seja, quando a razão fp/fo está próxima de 1), há um aumento significativo na amplitude associado às oscilações de ressonância do apoio (ver Fig. 3.1.a). Simultaneamente, o gráfico 3.1.b mostra que, na zona de ressonância, há uma mudança brusca no ângulo de fase ∆F°, que pode chegar a 180°.

Em outras palavras, ao balancear qualquer mecanismo na zona de ressonância, mesmo pequenas mudanças em sua frequência de rotação podem levar a uma instabilidade significativa nos resultados de medição da amplitude e da fase de sua vibração, resultando em erros no cálculo dos parâmetros das massas de correção e afetando negativamente a qualidade do balanceamento.

Os gráficos acima confirmam recomendações anteriores de que, para máquinas de mancal rígido, o limite superior das frequências operacionais do rotor deve ser (pelo menos) 2-3 vezes menor que a frequência natural do suporte, fo. Para máquinas de mancal flexível, o limite inferior das frequências operacionais permitidas do rotor balanceado deve (pelo menos) ser 2-3 vezes maior que a frequência natural do suporte.

Figura 3.1. Gráficos mostrando as mudanças na amplitude relativa e na fase das vibrações do apoio da máquina de balanceamento em função das mudanças na frequência de rotação.

• Ад – Amplitude das vibrações dinâmicas do apoio;
• e = m*r / M - Desbalanceamento específico do rotor balanceado;
• m – Massa desbalanceada do rotor;
• M – Massa do rotor;
• r – Raio no qual a massa desbalanceada está localizada no rotor;
• fp – Frequência de rotação do rotor;
• fo – Frequência natural das vibrações do apoio

Dadas as informações apresentadas, não se recomenda operar a máquina na área de ressonância de seus apoios (destacada em vermelho na Fig. 3.1). Os gráficos mostrados na Fig. 3.1 também demonstram que, para os mesmos desbalanceamentos do rotor, as vibrações reais dos apoios das máquinas de Apoio Rígido são significativamente menores do que aquelas que ocorrem nos apoios das máquinas de Apoio Macio.

Disto, conclui-se que os sensores utilizados para medir as vibrações dos apoios em máquinas de Apoio Rígido devem ter maior sensibilidade do que aqueles em máquinas de Apoio Macio. Esta conclusão é bem apoiada pela prática real de uso de sensores, que mostra que sensores de vibração absolutos (vibroacelerômetros e/ou sensores de vibrovelocidade), usados com sucesso em máquinas de balanceamento de Apoio Macio, frequentemente não conseguem alcançar a qualidade de balanceamento necessária em máquinas de Apoio Rígido.

Nessas máquinas, recomenda-se o uso de sensores de vibração relativos, como sensores de força ou sensores de deslocamento de alta sensibilidade.

3.1.2. Estimativa das Frequências Naturais dos Apoios Usando Métodos de Cálculo

Um projetista pode realizar um cálculo aproximativo (estimativo) da frequência natural de um apoio fo​ usando a fórmula 3.1, tratando-o de forma simplista como um sistema vibratório com um grau de liberdade, que (ver Fig. 2.19.a) é representado por uma massa M, oscilando em uma mola com rigidez K.

A massa M usada no cálculo para um rotor simétrico entre rolamentos pode ser aproximada pela fórmula 3.2.

onde Mo​ é a massa da parte móvel do suporte em kg; Mr​ é a massa do rotor balanceado em kg; n é o número de suportes da máquina envolvidos no balanceamento.

A rigidez K do suporte é calculada usando a fórmula 3.3 com base nos resultados de estudos experimentais que envolvem a medição da deformação ΔL do suporte quando ele é carregado com uma força estática P (ver Figs. 3.2.a e 3.2.b).

onde ΔL é a deformação do suporte em metros; P é a força estática em Newtons.

A magnitude da força de carga P pode ser medida usando um instrumento de medição de força (por exemplo, um dinamômetro). O deslocamento do suporte ΔL é determinado usando um dispositivo para medir deslocamentos lineares (por exemplo, um relógio comparador).

3.1.3. Métodos Experimentais para Determinação das Frequências Naturais dos Suportes

Dado que o cálculo das frequências naturais dos suportes discutido acima, realizado usando um método simplificado, pode levar a erros significativos, a maioria dos desenvolvedores amadores prefere determinar esses parâmetros por métodos experimentais. Para isso, eles utilizam as capacidades fornecidas pelos sistemas modernos de medição de vibração de máquinas de balanceamento, incluindo os instrumentos da série "Balanset".

3.1.3.1. Determinação das Frequências Naturais dos Suportes pelo Método de Excitação por Impacto

O método de excitação por impacto é a maneira mais simples e comum de determinar a frequência natural de vibrações de um suporte ou qualquer outro componente de máquina. Baseia-se no fato de que quando qualquer objeto, como um sino (ver Fig. 3.3), é excitado por impacto, sua resposta se manifesta como uma resposta vibracional gradualmente decrescente. A frequência do sinal vibracional é determinada pelas características estruturais do objeto e corresponde à frequência de suas vibrações naturais. Para excitação por impacto de vibrações, qualquer ferramenta pesada pode ser usada, como um martelo de borracha ou um martelo comum.

Figura 3.3. Diagrama de Excitação por Impacto Usado para Determinar as Frequências Naturais de um Objeto

A massa do martelo deve ser aproximadamente 10% da massa do objeto sendo excitado. Para capturar a resposta vibracional, um sensor de vibração deve ser instalado no objeto em exame, com seu eixo de medição alinhado com a direção da excitação por impacto. Em alguns casos, um microfone de um dispositivo de medição de ruído pode ser usado como sensor para perceber a resposta vibracional do objeto.

As vibrações do objeto são convertidas em um sinal elétrico pelo sensor, que é então enviado para um instrumento de medição, como a entrada de um analisador de espectro. Este instrumento registra a função de tempo e o espectro do processo vibracional de decaimento (ver Fig. 3.4), cuja análise permite determinar a frequência (frequências) das vibrações naturais do objeto.

Figura 3.5. Interface do Programa Mostrando Gráficos da Função Temporal e Espectro de Vibrações de Impacto Decrescentes da Estrutura Examinada

A análise do gráfico de espectro apresentado na Figura 3.5 (ver a parte inferior da janela de trabalho) mostra que o componente principal das vibrações naturais da estrutura examinada, determinado em relação ao eixo das abscissas do gráfico, ocorre em uma frequência de 9,5 Hz. Este método pode ser recomendado para estudos das vibrações naturais de suportes de máquinas de balanceamento tanto de Suporte Flexível quanto de Suporte Rígido.

3.1.3.2. Determinação das Frequências Naturais dos Suportes no Modo de Parada por Inércia

Em alguns casos, as frequências naturais dos suportes podem ser determinadas medindo ciclicamente a amplitude e a fase de vibração "na parada por inércia". Na implementação deste método, o rotor instalado na máquina examinada é inicialmente acelerado até sua velocidade de rotação máxima, após a qual sua transmissão é desconectada e a frequência da força perturbadora associada ao desbalanceamento do rotor diminui gradualmente do máximo até o ponto de parada.

Neste caso, as frequências naturais dos suportes podem ser determinadas por duas características:

• Por um salto local na amplitude de vibração observado nas áreas de ressonância;
• Por uma mudança brusca (até 180°) na fase de vibração observada na zona do salto de amplitude.

Nos dispositivos da série "Balanset", o modo "Vibrometer" ("Balanset 1") ou o modo "Balancing. Monitoring" ("Balanset 2C" e "Balanset 4") podem ser usados para detectar as frequências naturais dos objetos "na parada por inércia", permitindo medições cíclicas da amplitude e fase de vibração na frequência de rotação do rotor.

Além disso, o software "Balanset 1" inclui adicionalmente um modo especializado "Graphs. Coasting", que permite plotar gráficos de mudanças na amplitude e fase das vibrações do suporte na parada por inércia em função da mudança de frequência de rotação, facilitando significativamente o processo de diagnóstico de ressonâncias.

Deve-se notar que, por razões óbvias (ver seção 3.1.1), o método de identificação das frequências naturais dos suportes na parada por inércia só pode ser usado no caso de estudo de máquinas de balanceamento de Suporte Flexível, onde as frequências de trabalho de rotação do rotor excedem significativamente as frequências naturais dos suportes na direção transversal.

No caso de máquinas de Suporte Rígido, onde as frequências de trabalho de rotação do rotor excitando as vibrações dos suportes na parada por inércia estão significativamente abaixo das frequências naturais dos suportes, o uso deste método é praticamente impossível.

3.1.4. Recomendações Práticas para Projeto e Fabricação de Suportes para Máquinas de Balanceamento

3.1.2. Cálculo das Frequências Naturais dos Suportes por Métodos Computacionais

Os cálculos das frequências naturais dos suportes usando o esquema de cálculo discutido acima podem ser realizados em duas direções:

• Na direção transversal dos suportes, que coincide com a direção de medição de suas vibrações causadas pelas forças de desbalanceamento do rotor;
• Na direção axial, coincidindo com o eixo de rotação do rotor balanceado montado nos suportes da máquina.

Calcular as frequências naturais dos suportes na direção vertical requer o uso de uma técnica de cálculo mais complexa, que (além dos parâmetros do suporte e do rotor balanceado em si) deve levar em conta os parâmetros da estrutura e as especificidades da instalação da máquina na fundação. Este método não é discutido nesta publicação. A análise da fórmula 3.1 permite algumas recomendações simples que devem ser consideradas pelos projetistas de máquinas em suas atividades práticas. Em particular, a frequência natural de um suporte pode ser alterada mudando sua rigidez e/ou massa. Aumentar a rigidez aumenta a frequência natural do suporte, enquanto aumentar a massa a diminui. Essas mudanças têm uma relação não linear, inversamente quadrática. Por exemplo, dobrar a rigidez do suporte aumenta sua frequência natural apenas por um fator de 1,4. Da mesma forma, dobrar a massa da parte móvel do suporte reduz sua frequência natural apenas por um fator de 1,4.

3.1.4.1. Máquinas de Suporte Flexível com Molas Planas

Várias variações de projeto de suportes de máquinas de balanceamento feitas com molas planas foram discutidas acima na seção 2.1 e ilustradas nas Figuras 2.7 - 2.9. De acordo com nossas informações, tais projetos são mais comumente usados em máquinas destinadas ao balanceamento de eixos de transmissão.

Como exemplo, vamos considerar os parâmetros das molas usados por um dos clientes (LLC "Rost-Service", São Petersburgo) na fabricação de seus próprios suportes de máquina. Esta máquina era destinada ao balanceamento de eixos de transmissão com 2, 3 e 4 suportes, com massa não superior a 200 kg. As dimensões geométricas das molas (altura * largura * espessura) usadas nos suportes dos fusos motriz e movido da máquina, escolhidas pelo cliente, eram respectivamente 300*200*3 mm.

A frequência natural do suporte sem carga, determinada experimentalmente pelo método de excitação por impacto usando o sistema de medição padrão da máquina "Balanset 4", foi encontrada em 11 - 12 Hz. Com tal frequência natural de vibrações dos suportes, a frequência rotacional recomendada do rotor balanceado durante o balanceamento não deve ser inferior a 22-24 Hz (1320 – 1440 RPM).

As dimensões geométricas das molas planas usadas pelo mesmo fabricante nos suportes intermediários eram respectivamente 200*200*3 mm. Além disso, como os estudos mostraram, as frequências naturais desses suportes eram mais altas, atingindo 13-14 Hz.

Com base nos resultados dos testes, os fabricantes da máquina foram aconselhados a alinhar (equalizar) as frequências naturais dos suportes do fuso e intermediários. Isso deve facilitar a seleção da faixa de frequências rotacionais operacionais dos eixos de transmissão durante o balanceamento e evitar potenciais instabilidades nas leituras do sistema de medição devido aos suportes entrarem na área de vibrações ressonantes.

Os métodos para ajuste das frequências naturais de vibrações dos suportes em molas planas são óbvios. Este ajuste pode ser alcançado mudando as dimensões geométricas ou a forma das molas planas, o que é alcançado, por exemplo, fresando ranhuras longitudinais ou transversais que reduzem sua rigidez.

Como mencionado anteriormente, a verificação dos resultados de tal ajuste pode ser conduzida identificando as frequências naturais de vibrações dos suportes usando os métodos descritos nas seções 3.1.3.1 e 3.1.3.2.

Figura 3.6 apresenta uma versão clássica do projeto do suporte em molas planas, usada em uma de suas máquinas por A. Sinitsyn. Como mostrado na figura, o suporte inclui os seguintes componentes:

• Placa superior 1;
• Duas molas planas 2 e 3;
• Placa inferior 4;
• Suporte de parada 5.

Figura 3.6. Variação de Projeto de um Suporte em Molas Planas

A placa superior 1 do suporte pode ser usada para montar o fuso ou um rolamento intermediário. Dependendo da finalidade do suporte, a placa inferior 4 pode ser rigidamente fixada aos guias da máquina ou instalada em deslizantes móveis, permitindo que o suporte se mova ao longo dos guias. O suporte 5 é usado para instalar um mecanismo de bloqueio para o suporte, permitindo que ele seja fixado com segurança durante a aceleração e desaceleração do rotor balanceado.

Molas planas para suportes de máquinas Soft Bearing devem ser feitas de aço para molas de lâmina ou aço ligado de alta qualidade. O uso de aços estruturais comuns com baixa resistência ao escoamento não é aconselhável, pois podem desenvolver deformação residual sob cargas estáticas e dinâmicas durante a operação, levando a uma redução na precisão geométrica da máquina e até mesmo à perda de estabilidade do suporte.

Figura 3.7. Máquina para Balanceamento de Rotores de Motores Elétricos, Montada, Desenvolvida por A. Mokhov.

Figura 3.8. Máquina para Balanceamento de Rotores de Turbobombas, Desenvolvida por G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Suportes de Máquina de Suporte Flexível com Suspensão em Molas de Faixa

Ao projetar molas de fita usadas para suspensões de suporte, deve-se prestar atenção à seleção da espessura e largura da fita da mola, que, por um lado, deve suportar a carga estática e dinâmica do rotor no suporte e, por outro, deve impedir a possibilidade de vibrações torcionais da suspensão do suporte, manifestando-se como folga axial.

Exemplos de implementação estrutural de máquinas de balanceamento usando suspensões de molas de fita são mostrados nas Figuras 2.1 - 2.5 (ver seção 2.1), bem como nas Figuras 3.7 e 3.8 desta seção.

3.1.4.4. Suportes Hard Bearing para Máquinas

Como nossa vasta experiência com clientes mostra, uma parcela significativa dos fabricantes de balanceadores caseiros começou recentemente a preferir máquinas Hard Bearing com suportes rígidos. Na seção 2.2, as Figuras 2.16 – 2.18 retratam fotografias de vários projetos estruturais de máquinas que empregam tais suportes. Um esboço típico de um suporte rígido, desenvolvido por um de nossos clientes para a construção de sua máquina, é apresentado na Fig. 3.10. Este suporte consiste em uma placa de aço plana com um sulco em forma de P, dividindo convencionalmente o suporte em partes "rígidas" e "flexíveis". Sob a influência da força de desbalanceamento, a parte "flexível" do suporte pode se deformar em relação à sua parte "rígida". A magnitude dessa deformação, determinada pela espessura do suporte, profundidade dos sulcos e largura da ponte que conecta as partes "flexíveis" e "rígidas" do suporte, pode ser medida usando sensores apropriados do sistema de medição da máquina. Devido à falta de um método para calcular a rigidez transversal de tais suportes, levando em conta a profundidade h do sulco em forma de P, largura t da ponte, bem como a espessura do suporte r (ver Fig. 3.10), esses parâmetros de projeto são tipicamente determinados experimentalmente pelos desenvolvedores.

Para máquinas com massa de rotor balanceado não superior a 300 - 500 kg, a espessura do suporte pode ser aumentada para 30 – 40 mm, e para máquinas projetadas para balancear rotores com massas máximas variando de 1000 a 3000 kg, a espessura do suporte pode atingir 50 – 60 mm ou mais. Como a análise das características dinâmicas dos suportes acima mencionados mostra, suas frequências naturais de vibração, medidas no plano transversal (o plano de medição de deformações relativas das partes "flexíveis" e "rígidas"), geralmente excedem 100 Hz ou mais. As frequências naturais de vibração dos suportes Hard Bearing no plano frontal, medidas na direção que coincide com o eixo de rotação do rotor balanceado, são geralmente significativamente mais baixas. E são essas frequências que devem ser consideradas principalmente ao determinar o limite superior da faixa de frequência operacional para rotores giratórios balanceados na máquina.

Figura 3.26. Exemplo de Uso de uma Base de Torno Usada para Fabricação de uma Máquina de Apoio Rígido para Balanceamento de Brocas Helicoidais.

Figura 3.27. Exemplo de Uso de uma Base de Torno Usada para Fabricação de uma Máquina de Apoio Flexível para Balanceamento de Eixos.

Figura 3.28. Exemplo de Fabricação de uma Base Montada a Partir de Canais

Figura 3.29. Exemplo de Fabricação de uma Base Soldada a Partir de Canais

Figura 3.30. Exemplo de Fabricação de uma Base Soldada a Partir de Canais

Figura 3.31. Exemplo de Base de Máquina de Balanceamento Feita de Concreto Polimérico

Tipicamente, ao fabricar tais bases, sua parte superior é reforçada com inserções de aço usadas como guias sobre as quais os suportes da máquina de balanceamento se apoiam. Recentemente, bases feitas de concreto polimérico com revestimentos amortecedores de vibração tornaram-se amplamente usadas. Esta tecnologia para fabricação de bases é bem descrita online e pode ser facilmente implementada por fabricantes caseiros. Devido à relativa simplicidade e baixo custo de produção, essas bases têm várias vantagens-chave sobre suas contrapartes metálicas:

• Coeficiente de amortecimento mais alto para oscilações vibracionais;
• Menor condutividade térmica, garantindo deformação térmica mínima da base;
• Maior resistência à corrosão;
• Ausência de tensões internas.

3.1.4.3. Suportes de Máquina de Apoio Macio Feitos Usando Molas Cilíndricas

Um exemplo de uma máquina de balanceamento de Apoio Macio, na qual molas de compressão cilíndricas são usadas no projeto dos suportes, é mostrado na Figura 3.9. A principal desvantagem desta solução de projeto está relacionada aos diferentes graus de deformação da mola nos suportes dianteiro e traseiro, o que ocorre se as cargas nos suportes forem desiguais durante o balanceamento de rotores assimétricos. Isso leva naturalmente ao desalinhamento dos suportes e ao inclinação do eixo do rotor no plano vertical. Uma das consequências negativas deste defeito pode ser o surgimento de forças que causam o deslocamento axial do rotor durante a rotação.

Fig. 3.9. Variante de Construção de Suporte de Apoio Macio para Máquinas de Balanceamento Usando Molas Cilíndricas.

3.1.4.4. Suportes Hard Bearing para Máquinas

Fig. 3.10. Esquema de Suporte de Apoio Rígido para Máquina de Balanceamento

Fotografias exibindo várias implementações de tais suportes, fabricados para as próprias máquinas de nossos clientes, são apresentadas nas Figuras 3.11 e 3.12. Resumindo os dados obtidos de vários de nossos clientes que são fabricantes de máquinas, os requisitos para a espessura dos suportes, definidos para máquinas de vários tamanhos e capacidades de carga, podem ser formulados. Por exemplo, para máquinas destinadas a balancear rotores pesando de 0,1 a 50-100 kg, a espessura do suporte pode ser de 20 mm.

Fig. 3.11. Suportes de Apoio Rígido para Máquina de Balanceamento, Fabricados por A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Suporte de Apoio Rígido para Máquina de Balanceamento, Fabricado por D. Krasilnikov

Para máquinas com massa de rotor balanceado não superior a 300 - 500 kg, a espessura do suporte pode ser aumentada para 30 – 40 mm, e para máquinas projetadas para balancear rotores com massas máximas variando de 1000 a 3000 kg, a espessura do suporte pode atingir 50 – 60 mm ou mais. Como a análise das características dinâmicas dos suportes acima mencionados mostra, suas frequências naturais de vibração, medidas no plano transversal (o plano de medição de deformações relativas das partes "flexíveis" e "rígidas"), geralmente excedem 100 Hz ou mais. As frequências naturais de vibração dos suportes Hard Bearing no plano frontal, medidas na direção que coincide com o eixo de rotação do rotor balanceado, são geralmente significativamente mais baixas. E são essas frequências que devem ser consideradas principalmente ao determinar o limite superior da faixa de frequência operacional para rotores giratórios balanceados na máquina. Como observado acima, a determinação dessas frequências pode ser realizada pelo método de excitação por impacto descrito na seção 3.1.

3.2. Conjuntos de Suporte de Máquinas de Balanceamento

3.2.1. Principais Tipos de Conjuntos de Suporte

Na fabricação de máquinas de balanceamento de Apoio Rígido e Apoio Macio, os seguintes tipos bem conhecidos de conjuntos de suporte, usados para a instalação e rotação de rotores balanceados nos suportes, podem ser recomendados, incluindo:

• Conjuntos de suporte prismáticos;
• Conjuntos de suporte com roletes giratórios;
• Conjuntos de suporte de fuso.

3.2.1.1. Conjuntos de Suporte Prismáticos

Esses conjuntos, tendo várias opções de projeto, são geralmente instalados em suportes de máquinas pequenas e de médio porte, nas quais rotores com massas não superiores a 50 - 100 kg podem ser balanceados. Um exemplo da versão mais simples de um conjunto de suporte prismático é apresentado na Figura 3.13. Este conjunto de suporte é feito de aço e é usado em uma máquina de balanceamento de turbinas. Vários fabricantes de máquinas de balanceamento pequenas e de médio porte, ao fabricar conjuntos de suporte prismático, preferem usar materiais não metálicos (dielétricos), como textolite, fluoroplástico, caprolon, etc.

3.13. Variante de Execução de Conjunto de Suporte Prismático, Usado em uma Máquina de Balanceamento para Turbinas Automotivas

Conjuntos de suporte semelhantes (ver Figura 3.8 acima) são implementados, por exemplo, por G. Glazov em sua máquina, também destinada ao balanceamento de turbinas automotivas. A solução técnica original do conjunto de suporte prismático, feito de fluoroplástico (ver Figura 3.14), é proposta pela LLC "Technobalance".

Fig. 3.14. Conjunto de Suporte Prismático da LLC "Technobalance"

Este conjunto de suporte específico é formado usando dois mangotes cilíndricos 1 e 2, instalados em ângulo um em relação ao outro e fixados em eixos de suporte. O rotor balanceado entra em contato com as superfícies dos mangotes ao longo das linhas geratrizes dos cilindros, o que minimiza a área de contato entre o eixo do rotor e o suporte, consequentemente reduzindo a força de atrito no suporte. Se necessário, em caso de desgaste ou dano à superfície do suporte na área de seu contato com o eixo do rotor, a possibilidade de compensação de desgaste é fornecida girando o mangote em torno de seu eixo por algum ângulo. Deve-se notar que ao usar conjuntos de suporte feitos de materiais não metálicos, é necessário prever a possibilidade estrutural de aterramento do rotor balanceado ao corpo da máquina, o que elimina o risco de cargas poderosas de eletricidade estática ocorrendo durante a operação. Isso, em primeiro lugar, ajuda a reduzir interferências elétricas e perturbações que podem afetar o desempenho do sistema de medição da máquina, e em segundo lugar, elimina o risco de o pessoal ser afetado pela ação da eletricidade estática.

3.2.1.2. Conjuntos de Suporte de Roletes

Esses conjuntos são tipicamente instalados em suportes de máquinas projetadas para balancear rotores com massas superiores a 50 quilogramas e mais. Seu uso reduz significativamente as forças de atrito nos suportes em comparação com suportes prismáticos, facilitando a rotação do rotor balanceado. Como exemplo, a Figura 3.15 mostra uma variante de projeto de um conjunto de suporte onde rolos são usados para o posicionamento do produto. Neste projeto, rolamentos de rolamento padrão são usados como rolos 1 e 2, cujos anéis externos giram em eixos estacionários fixados no corpo do suporte da máquina 3. A Figura 3.16 retrata um esboço de um projeto mais complexo de um conjunto de suporte de rolos implementado em seu projeto por um dos fabricantes caseiros de máquinas de balanceamento. Como visto no desenho, para aumentar a capacidade de carga do rolo (e consequentemente do conjunto de suporte como um todo), um par de rolamentos 1 e 2 é instalado no corpo do rolo 3. A implementação prática deste projeto, apesar de todas as suas vantagens óbvias, parece ser uma tarefa bastante complexa, associada à necessidade de fabricação independente do corpo do rolo 3, ao qual são impostas exigências muito altas de precisão geométrica e características mecânicas do material.

Fig. 3.15. Exemplo de Projeto de Conjunto de Suporte de Roletes

Fig. 3.16. Exemplo de Projeto de Conjunto de Suporte de Roletes com Dois Rolamentos

A Figura 3.17 apresenta uma variante de projeto de um conjunto de suporte de rolos auto-alinháveis desenvolvido pelos especialistas da LLC "Technobalance". Neste projeto, a capacidade de auto-alinhamento dos rolos é alcançada fornecendo-lhes dois graus de liberdade adicionais, permitindo que os rolos façam pequenos movimentos angulares em torno dos eixos X e Y. Tais conjuntos de suporte, garantindo alta precisão na instalação de rotores balanceados, são geralmente recomendados para uso em suportes de máquinas de balanceamento pesadas.

Fig. 3.17. Exemplo de Projeto de Conjunto de Suporte de Roletes Auto-Alinhável

Como mencionado anteriormente, os conjuntos de suporte de roletes geralmente têm requisitos bastante altos para fabricação precisa e rigidez. Em particular, as tolerâncias definidas para a folga radial dos roletes não devem exceder 3-5 microns.

Na prática, isso nem sempre é alcançado mesmo por fabricantes bem conhecidos. Por exemplo, durante os testes do autor do runout radial de um conjunto de novos conjuntos de suporte de rolos, comprados como peças sobressalentes para o modelo de máquina de balanceamento H8V, marca "K. Shenk", o runout radial de seus rolos atingiu 10-11 microns.

3.2.1.3. Conjuntos de Suporte de Fuso

Ao balancear rotores com montagem por flange (por exemplo, eixos cardan) em máquinas de balanceamento, fusos são usados como conjuntos de suporte para posicionamento, montagem e rotação dos produtos balanceados.

Os fusos são um dos componentes mais complexos e críticos das máquinas de balanceamento, sendo em grande parte responsáveis por alcançar a qualidade de balanceamento necessária.

A teoria e a prática de projeto e fabricação de fusos são bastante bem desenvolvidas e estão refletidas em uma ampla gama de publicações, entre as quais, a monografia "Detalhes e Mecanismos de Máquinas-Ferramenta de Usinagem de Metais" [1], editada pelo Dr. Eng. D.N. Reshetov, se destaca como a mais útil e acessível para desenvolvedores.

Entre os principais requisitos que devem ser considerados no projeto e fabricação de fusos de máquinas de balanceamento, os seguintes devem ser priorizados:

a) Fornecer alta rigidez da estrutura do conjunto do fuso suficiente para prevenir deformações inaceitáveis que podem ocorrer sob a influência de forças de desbalanceamento do rotor balanceado;

b) Garantir a estabilidade da posição do eixo de rotação do fuso, caracterizada por valores admissíveis de folgas radial, axial e axial do fuso;

c) Garantir a adequada resistência ao desgaste dos munhões do fuso, bem como de suas superfícies de assentamento e suporte usadas para montagem de produtos balanceados.

A implementação prática desses requisitos é detalhada na Seção VI "Fusos e Seus Suportes" do trabalho [1].

Em particular, existem metodologias para verificar a rigidez e a precisão de rotação dos fusos, recomendações para seleção de rolamentos, escolha do material do fuso e métodos de seu endurecimento, bem como muita outra informação útil sobre este tópico.

O trabalho [1] observa que no projeto de fusos para a maioria dos tipos de máquinas-ferramenta de usinagem de metais, um esquema de dois rolamentos é principalmente usado.

Um exemplo da variante de projeto de tal esquema de dois rolamentos usado em fusos de fresadoras (detalhes podem ser encontrados no trabalho [1]) é mostrado na Fig. 3.18.

Este esquema é bastante adequado para a fabricação de fusos de máquinas de balanceamento, exemplos de variantes de projeto dos quais são mostrados abaixo nas Figuras 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Esquema de um Fuso de Fresadora com Dois Rolamentos

A Figura 3.19 mostra uma das variantes de projeto do conjunto do fuso condutor de uma máquina de balanceamento, girando em dois rolamentos radiais-axiais, cada um dos quais tem sua própria caixa independente 1 e 2. Uma flange 4, destinada à montagem por flange de um eixo cardan, e uma polia 5, usada para transmitir rotação ao fuso do motor elétrico usando uma transmissão por correia trapezoidal, são montadas no eixo do fuso 3.

Figura 3.19. Exemplo de Projeto de Fuso em Dois Suportes de Rolamento Independentes

Figuras 3.20 e 3.21 mostram dois projetos de conjuntos de fusos principais estreitamente relacionados. Em ambos os casos, os rolamentos do fuso são instalados em uma caixa comum 1, que possui um furo axial passante necessário para a instalação do eixo do fuso. Na entrada e saída deste furo, a caixa possui furos especiais (não mostrados nas figuras), projetados para acomodar rolamentos de esferas ou rolos axiais-radiais e tampas de flange especiais 5, usadas para fixar os anéis externos dos rolamentos.

Figura 3.20. Exemplo 1 de um Projeto de Fuso Principal em Dois Apoios de Rolamentos Instalados em uma Caixa Comum

Figura 3.21. Exemplo 2 de um Projeto de Fuso Principal em Dois Apoios de Rolamentos Instalados em uma Caixa Comum

Como na versão anterior (ver Fig. 3.19), uma placa frontal 2 é instalada no eixo do fuso, destinada à montagem por flange do eixo do acionamento, e uma polia 3, usada para transmitir a rotação ao fuso a partir do motor elétrico por meio de uma transmissão por correia. Um braço 4 também é fixado ao eixo do fuso, que é usado para determinar a posição angular do fuso, utilizada ao instalar massas de teste e de correção no rotor durante o balanceamento.

Figura 3.22. Exemplo de um Projeto de um Fuso Acionado (Traseiro)

Figura 3.22 mostra uma variante de projeto do conjunto do fuso acionado (traseiro) de uma máquina, que difere do fuso principal apenas pela ausência da polia de acionamento e do braço, pois eles não são necessários.

Figura 3.23. Exemplo de Execução de Projeto de um Fuso Movido (Traseiro)

Como visto em Figuras 3.20 – 3.22, os conjuntos de fuso discutidos acima são fixados aos apoios de rolamentos flexíveis (Soft Bearing) das máquinas de balanceamento usando grampos (cintas) especiais 6. Outros métodos de fixação também podem ser usados, se necessário, garantindo a rigidez adequada e a precisão na posicionamento do conjunto do fuso no apoio.

Figura 3.23 ilustra um projeto de montagem por flange semelhante ao desse fuso, que pode ser usado para sua instalação em um apoio de rolamento rígido (Hard Bearing) de uma máquina de balanceamento.

3.2.1.3.4. Cálculo da Rigidez do Fuso e do Runout Radial

Para determinar a rigidez do fuso e o runout radial esperado, a fórmula 3.4 pode ser usada (ver esquema de cálculo na Figura 3.24):

onde:

• Y - deslocamento elástico do fuso na extremidade do console do fuso, cm;
• P - carga calculada atuando no console do fuso, kg;
• A - suporte de rolamento traseiro do fuso;
• B - suporte de rolamento frontal do fuso;
• g - comprimento do console do fuso, cm;
• c - distância entre os suportes A e B do fuso, cm;
• J1 - momento de inércia médio da seção do fuso entre os suportes, cm⁴;
• J2 - momento de inércia médio da seção do console do fuso, cm⁴;
• jB e jA - rigidez dos rolamentos para os suportes frontal e traseiro do fuso, respectivamente, kg/cm.

Transformando a fórmula 3.4, o valor calculado desejado da rigidez do conjunto do fuso jшп pode ser determinado:

Considerando as recomendações da obra [1] para máquinas de balanceamento de tamanho médio, este valor não deve ser inferior a 50 kg/µm.

Para o cálculo do runout radial, a fórmula 3.5 é usada:

onde:

• ∆ é a excentricidade de rotação radial na extremidade do console do fuso, µm;
• ∆B é a excentricidade de rotação radial do rolamento frontal do fuso, µm;
• ∆A é a excentricidade de rotação radial do rolamento traseiro do fuso, µm;
• g é o comprimento do console do fuso, cm;
• c é a distância entre os apoios A e B do fuso, cm.

3.2.1.3.5. Garantia dos Requisitos de Balanceamento do Fuso

Os conjuntos de fuso das máquinas de balanceamento devem ser bem balanceados, pois qualquer desbalanceamento real será transferido para o rotor sendo balanceado como erro adicional. Ao definir tolerâncias tecnológicas para o desbalanceamento residual do fuso, geralmente é aconselhado que a classe de precisão de seu balanceamento seja pelo menos 1 - 2 classes mais altas do que a do produto sendo balanceado na máquina.

Considerando as características de projeto dos fusos discutidos acima, seu balanceamento deve ser realizado em dois planos.

3.2.1.3.6. Garantia dos Requisitos de Capacidade de Carga e Durabilidade para Rolamentos de Fuso

Ao projetar fusos e selecionar os tamanhos dos rolamentos, é aconselhável avaliar preliminarmente a durabilidade e a capacidade de carga dos rolamentos. A metodologia para realizar esses cálculos pode ser detalhada na ISO 281 "Rolamentos de Rolamento - Capacidades de Carga Dinâmica e Vida Útil de Classificação" [3], bem como em numerosos manuais de rolamentos de rolamento (incluindo digitais).

3.2.1.3.7. Garantia dos Requisitos para Aquecimento Aceitável dos Rolamentos do Fuso

De acordo com as recomendações do trabalho [1], o aquecimento máximo admissível dos anéis externos dos rolamentos do fuso não deve exceder 70°C. No entanto, para garantir um balanceamento de alta qualidade, o aquecimento recomendado dos anéis externos não deve exceder 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Escolha do Tipo de Acionamento por Correia e do Projeto da Polia de Acionamento para o Fuso

Ao projetar o fuso motriz de uma máquina de balanceamento, recomenda-se garantir sua rotação usando um acionamento por correia plana. Um exemplo do uso adequado de tal acionamento para operação do fuso é apresentado em Figuras 3.20 e 3.23. O uso de transmissões por correias trapezoidais ou dentadas é indesejável, pois podem aplicar cargas dinâmicas adicionais ao fuso devido a imprecisões geométricas nas correias e polias, o que, por sua vez, pode levar a erros de medição adicionais durante o balanceamento. Os requisitos recomendados para polias para correias de transmissão planas estão descritos na norma nacional GOST 17383-73 "Polias para correias de transmissão planas" [4].

A polia de acionamento deve ser posicionada na extremidade traseira do fuso, o mais próximo possível do conjunto de rolamentos (com o balanço mínimo possível). A decisão de projeto para a colocação em balanço da polia, feita na fabricação do fuso mostrado em Figura 3.19, pode ser considerada não bem-sucedida, pois aumenta significativamente o momento da carga dinâmica de acionamento atuando nos apoios do fuso.

Outra desvantagem significativa deste projeto é o uso de um acionamento por correia trapezoidal, cujas imprecisões de fabricação e montagem também podem ser uma fonte de carga adicional indesejável no fuso.

3.3. Base (Estrutura)

A base é a estrutura de suporte principal da máquina de balanceamento, na qual seus elementos principais são baseados, incluindo os postes de suporte e o motor de acionamento. Ao selecionar ou fabricar a base de uma máquina de balanceamento, é necessário garantir que ela atenda a vários requisitos, incluindo rigidez necessária, precisão geométrica, resistência à vibração e resistência ao desgaste de seus guias.

A prática mostra que, ao fabricar máquinas para uso próprio, as seguintes opções de base são as mais comumente usadas:

• bases de ferro fundido de máquinas de usinagem de metal usadas (tornos, máquinas de madeira, etc.);
• bases montadas com base em canais, montadas usando conexões parafusadas;
• bases soldadas com base em canais;
• bases de concreto polimérico com revestimentos absorvedores de vibração.

Figura 3.25. Exemplo de Uso de uma Base de Máquina de Madeira Usada para Fabricação de uma Máquina para Balanceamento de Eixos Cardan.

3.4. Acionamentos para Máquinas de Balanceamento

Como mostra a análise das soluções de projeto utilizadas por nossos clientes na fabricação de máquinas de balanceamento, eles se concentram principalmente no uso de motores CA equipados com inversores de frequência durante o projeto dos acionamentos. Essa abordagem permite uma ampla faixa de velocidades de rotação ajustáveis para os rotores balanceados com custo mínimo. A potência dos motores principais usados para girar os rotores balanceados é geralmente selecionada com base na massa desses rotores e pode ser aproximadamente:

• 0,25 - 0,72 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa de ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW para máquinas projetadas para balanceamento de rotores com massa > 1000 ≤ 3000 kg.

Esses motores devem ser montados rigidamente na base da máquina ou em sua fundação. Antes da instalação na máquina (ou no local de instalação), o motor principal do acionamento, junto com a polia montada em seu eixo de saída, deve ser cuidadosamente balanceado. Para reduzir a interferência eletromagnética causada pelo inversor de frequência, recomenda-se instalar filtros de rede em sua entrada e saída. Estes podem ser produtos padrão disponíveis no mercado fornecidos pelos fabricantes dos inversores ou filtros caseiros feitos usando anéis de ferrite.

4. Sistemas de Medição de Máquinas de Balanceamento

A maioria dos fabricantes amadores de máquinas de balanceamento, que entram em contato com a LLC "Kinematics" (Vibromera), planeja usar os sistemas de medição da série "Balanset" fabricados por nossa empresa em seus projetos. No entanto, também há alguns clientes que planejam fabricar esses sistemas de medição de forma independente. Portanto, faz sentido discutir a construção de um sistema de medição para uma máquina de balanceamento em mais detalhes. O principal requisito para esses sistemas é a necessidade de fornecer medições de alta precisão da amplitude e fase do componente rotacional do sinal de vibração, que aparece na frequência de rotação do rotor balanceado. Esse objetivo é geralmente alcançado usando uma combinação de soluções técnicas, incluindo:

• Uso de sensores de vibração com alto coeficiente de conversão de sinal;
• Uso de sensores modernos de ângulo de fase a laser;
• Criação (ou uso) de hardware que permita a amplificação e conversão digital dos sinais dos sensores (processamento primário de sinal);
• Implementação do processamento de software do sinal de vibração, que deve permitir a extração de alta resolução e estável do componente rotacional do sinal de vibração, manifestando-se na frequência de rotação do rotor balanceado (processamento secundário).

Abaixo, consideramos variantes conhecidas dessas soluções técnicas, implementadas em vários instrumentos de balanceamento bem conhecidos.

4.1. Seleção de Sensores de Vibração

Nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, podem ser usados vários tipos de sensores de vibração (transdutores), incluindo:

• Sensores de aceleração de vibração (acelerômetros);
• Sensores de velocidade de vibração;
• Sensores de deslocamento de vibração;
• Sensores de força.

4.1.1. Sensores de Aceleração de Vibração

Entre os sensores de aceleração de vibração, os acelerômetros piezoelétricos e capacitivos (chip) são os mais amplamente utilizados, que podem ser usados efetivamente em máquinas de balanceamento do tipo Soft Bearing. Na prática, é geralmente permitido usar sensores de aceleração de vibração com coeficientes de conversão (Kpr) variando de 10 a 30 mV/(m/s²). Em máquinas de balanceamento que exigem precisão de balanceamento particularmente alta, é aconselhável usar acelerômetros com Kpr atingindo níveis de 100 mV/(m/s²) e acima. Como exemplo de acelerômetros piezoelétricos que podem ser usados como sensores de vibração para máquinas de balanceamento, a Figura 4.1 mostra os acelerômetros piezoelétricos DN3M1 e DN3M1V6 fabricados pela LLC "Izmeritel".

Figura 4.1. Acelerômetros Piezoelétricos DN 3M1 e DN 3M1V6

Para conectar esses sensores a instrumentos e sistemas de medição de vibração, é necessário usar amplificadores de carga externos ou embutidos.

Figura 4.2. Acelerômetros capacitivos AD1 fabricados pela LLC "Kinematics" (Vibromera)

Deve-se notar que esses sensores, que incluem placas de mercado amplamente usadas de acelerômetros capacitivos ADXL 345 (ver Figura 4.3), têm várias vantagens significativas em relação aos acelerômetros piezoelétricos. Especificamente, eles são 4 a 8 vezes mais baratos com características técnicas semelhantes. Além disso, eles não exigem o uso de amplificadores de carga caros e delicados necessários para acelerômetros piezoelétricos.

Nos casos em que ambos os tipos de acelerômetros são usados nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, a integração de hardware (ou dupla integração) dos sinais dos sensores é geralmente realizada.

Figura 4.2. Acelerômetros Capacitivos AD 1, montados.

Figura 4.3. Placa de acelerômetro capacitivo ADXL 345.

Neste caso, o sinal inicial do sensor, proporcional à aceleração vibratória, é transformado em um sinal proporcional à velocidade ou deslocamento vibratório. O procedimento de dupla integração do sinal de vibração é particularmente relevante ao usar acelerômetros como parte dos sistemas de medição para máquinas de balanceamento de baixa velocidade, onde a faixa inferior de frequência de rotação do rotor durante o balanceamento pode atingir 120 rpm e abaixo. Ao usar acelerômetros capacitivos nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, deve-se considerar que, após a integração, seus sinais podem conter interferência de baixa frequência, manifestando-se na faixa de frequência de 0,5 a 3 Hz. Isso pode limitar a faixa de frequência inferior de balanceamento em máquinas destinadas a usar esses sensores.

4.1.2. Sensores de Velocidade de Vibração

4.1.2.1. Sensores de Velocidade de Vibração Indutivos.

Esses sensores incluem uma bobina indutiva e um núcleo magnético. Quando a bobina vibra em relação a um núcleo estacionário (ou o núcleo em relação a uma bobina estacionária), uma FEM é induzida na bobina, cuja tensão é diretamente proporcional à velocidade de vibração do elemento móvel do sensor. Os coeficientes de conversão (Кпр) dos sensores indutivos são geralmente bastante altos, atingindo várias dezenas ou até centenas de mV/mm/sec. Em particular, o coeficiente de conversão do sensor modelo T77 da Schenck é 80 mV/mm/sec, e para o sensor modelo 544M da IRD Mechanalysis, é 40 mV/mm/sec. Em alguns casos (por exemplo, em máquinas de balanceamento Schenck), são usados sensores especiais de velocidade de vibração indutivos altamente sensíveis com amplificador mecânico, onde Кпр pode exceder 1000 mV/mm/sec. Se sensores de velocidade de vibração indutivos forem usados nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, a integração de hardware do sinal elétrico proporcional à velocidade de vibração também pode ser realizada, convertendo-o em um sinal proporcional ao deslocamento de vibração.

Figura 4.4. Sensor modelo 544M da IRD Mechanalysis.

Figura 4.5. Sensor modelo T77 da Schenck

Deve-se notar que, devido à intensidade de mão de obra em sua produção, os sensores de velocidade de vibração indutivos são itens bastante escassos e caros. Portanto, apesar das vantagens óbvias desses sensores, os fabricantes amadores de máquinas de balanceamento os usam muito raramente.

4.2. Sensores de Ângulo de Fase

Para sincronizar o processo de medição de vibração com o ângulo de rotação do rotor balanceado, são usados sensores de ângulo de fase, como sensores a laser (fotoelétricos) ou indutivos. Esses sensores são fabricados em vários projetos por produtores nacionais e internacionais. A faixa de preço para esses sensores pode variar significativamente, de aproximadamente 40 a 200 dólares. Um exemplo de tal dispositivo é o sensor de ângulo de fase fabricado pela "Diamex", mostrado na figura 4.11.

Figura 4.11: Sensor de ângulo de fase da "Diamex"

Como outro exemplo, a Figura 4.12 mostra um modelo implementado pela LLC "Kinematics" (Vibromera), que usa tacômetros a laser do modelo DT 2234C feitos na China como sensores de ângulo de fase. As vantagens óbvias deste sensor incluem:

• Uma ampla faixa de operação, permitindo a medição da frequência de rotação do rotor de 2,5 a 99.999 rotações por minuto, com resolução de não menos de uma rotação;
• Display digital;
• Facilidade de configuração do tacômetro para medições;
• Acessibilidade e baixo custo de mercado;
• Simplicidade relativa de modificação para integração no sistema de medição de uma máquina de balanceamento.

Figura 4.12: Tacômetro a Laser Modelo DT 2234C

Em alguns casos, quando o uso de sensores a laser ópticos é indesejável por qualquer motivo, eles podem ser substituídos por sensores de deslocamento indutivos sem contato, como o modelo ISAN E41A mencionado anteriormente ou produtos semelhantes de outros fabricantes.

4.3. Características de Processamento de Sinais em Sensores de Vibração

Para medição precisa da amplitude e fase do componente rotacional do sinal de vibração em equipamentos de balanceamento, normalmente é usada uma combinação de ferramentas de processamento de hardware e software. Essas ferramentas permitem:

• Filtragem de hardware de banda larga do sinal analógico do sensor;
• Amplificação do sinal analógico do sensor;
• Integração e/ou dupla integração (se necessário) do sinal analógico;
• Filtragem de banda estreita do sinal analógico usando um filtro rastreador;
• Conversão analógico-digital do sinal;
• Filtragem síncrona do sinal digital;
• Análise harmônica do sinal digital.

4.3.1. Filtragem de Sinal de Banda Larga

Este procedimento é essencial para limpar o sinal do sensor de vibração de interferências potenciais que podem ocorrer tanto nos limites inferior quanto superior da faixa de frequência do dispositivo. É aconselhável que o dispositivo de medição de uma máquina de balanceamento defina o limite inferior do filtro passa-banda em 2-3 Hz e o limite superior em 50 (100) Hz. O filtro "inferior" ajuda a suprimir ruídos de baixa frequência que podem aparecer na saída de vários tipos de amplificadores de medição de sensores. O filtro "superior" elimina a possibilidade de interferência devido a frequências de combinação e vibrações ressonantes potenciais de componentes mecânicos individuais da máquina.

4.3.2. Amplificação do Sinal Analógico do Sensor

Se houver necessidade de aumentar a sensibilidade do sistema de medição da máquina de balanceamento, os sinais dos sensores de vibração para a entrada da unidade de medição podem ser amplificados. Podem ser usados tanto amplificadores padrão com ganho constante quanto amplificadores em múltiplos estágios, cujo ganho pode ser alterado programaticamente dependendo do nível real do sinal do sensor. Um exemplo de amplificador programável em múltiplos estágios inclui amplificadores implementados em conversores de medição de tensão como E154 ou E14-140 da LLC "L-Card".

4.3.3. Integração

Como observado anteriormente, a integração de hardware e/ou dupla integração dos sinais dos sensores de vibração são recomendadas nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento. Assim, o sinal inicial do acelerômetro, proporcional à vibroaceleração, pode ser transformado em um sinal proporcional à vibrovelocidade (integração) ou vibrodeslocamento (dupla integração). Da mesma forma, o sinal do sensor de vibrovelocidade após a integração pode ser transformado em um sinal proporcional ao vibrodeslocamento.

4.3.4. Filtragem de Banda Estreita do Sinal Analógico Usando um Filtro Rastreador

Para reduzir interferências e melhorar a qualidade do processamento do sinal de vibração nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, podem ser usados filtros rastreadores de banda estreita. A frequência central desses filtros é ajustada automaticamente à frequência de rotação do rotor balanceado usando o sinal do sensor de rotações do rotor. Circuitos integrados modernos, como MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 da "MAXIM", podem ser usados para criar esses filtros.

4.3.5. Conversão Analógico-Digital de Sinais

A conversão analógico-digital é um procedimento crucial que garante a possibilidade de melhorar a qualidade do processamento do sinal de vibração durante a medição de amplitude e fase. Este procedimento é implementado em todos os sistemas de medição modernos de máquinas de balanceamento. Um exemplo de implementação eficaz de tais ADCs inclui os conversores de medição de tensão tipo E154 ou E14-140 da LLC "L-Card", usados em vários sistemas de medição de máquinas de balanceamento fabricados pela LLC "Kinematics" (Vibromera). Além disso, a LLC "Kinematics" (Vibromera) tem experiência no uso de sistemas microprocessados mais baratos baseados em controladores "Arduino", o microcontrolador PIC18F4620 da "Microchip" e dispositivos semelhantes.

4.1.2.2. Sensores de velocidade de vibração baseados em acelerômetros piezoelétricos

Um sensor deste tipo difere de um acelerômetro piezoelétrico padrão por ter um amplificador de carga e um integrador embutidos dentro de sua carcaça, o que permite que ele produza um sinal proporcional à velocidade de vibração. Por exemplo, sensores de velocidade de vibração piezoelétricos fabricados por produtores nacionais (empresa ZETLAB e LLC "Vibropribor") são mostrados nas Figuras 4.6 e 4.7.

Figura 4.6. Sensor modelo AV02 da ZETLAB (Rússia)

Figura 4.7. Sensor modelo DVST 2 da LLC "Vibropribor"

Esses sensores são fabricados por vários produtores (nacionais e estrangeiros) e são atualmente amplamente usados, especialmente em equipamentos de vibração portáteis. O custo desses sensores é bastante alto e pode atingir de 20.000 a 30.000 rublos cada, mesmo de fabricantes nacionais.

4.1.3. Sensores de Deslocamento

Nos sistemas de medição de máquinas de balanceamento, também podem ser usados sensores de deslocamento sem contato – capacitivos ou indutivos. Esses sensores podem operar em modo estático, permitindo o registro de processos vibratórios a partir de 0 Hz. Seu uso pode ser particularmente eficaz no caso de balanceamento de rotores de baixa velocidade com velocidades de rotação de 120 rpm e abaixo. Os coeficientes de conversão desses sensores podem atingir 1000 mV/mm e mais, o que fornece alta precisão e resolução na medição de deslocamento, mesmo sem amplificação adicional. Uma vantagem óbvia desses sensores é seu custo relativamente baixo, que para alguns fabricantes nacionais não excede 1000 rublos. Ao usar esses sensores em máquinas de balanceamento, é importante considerar que a folga de trabalho nominal entre o elemento sensível do sensor e a superfície do objeto vibratório é limitada pelo diâmetro da bobina do sensor. Por exemplo, para o sensor mostrado na Figura 4.8, modelo ISAN E41A da "TEKO", a folga de trabalho especificada é tipicamente de 3,8 a 4 mm, o que permite a medição do deslocamento do objeto vibratório na faixa de ±2,5 mm.

Figura 4.8. Sensor de Deslocamento Indutivo Modelo ISAN E41A da TEKO (Rússia)

4.1.4. Sensores de Força

Como observado anteriormente, os sensores de força são usados nos sistemas de medição instalados em máquinas de balanceamento Hard Bearing. Esses sensores, particularmente devido à sua simplicidade de fabricação e custo relativamente baixo, são comumente sensores de força piezoelétricos. Exemplos desses sensores são mostrados nas Figuras 4.9 e 4.10.

Figura 4.9. Sensor de Força SD 1 da Kinematika LLC

Figura 4.10: Sensor de força para máquinas de balanceamento automotivo, vendido pela "STO Market"

Sensores de força com extensômetros, fabricados por uma ampla gama de produtores nacionais e estrangeiros, também podem ser usados para medir deformações relativas nos mancais de máquinas de balanceamento com mancais rígidos (Hard Bearing).

4.4. Esquema Funcional do Sistema de Medição da Máquina de Balanceamento, "Balanset 2"

O sistema de medição "Balanset 2" representa uma abordagem moderna para integrar funções de medição e computação em máquinas de balanceamento. Este sistema fornece cálculo automático de massas de correção usando o método dos coeficientes de influência e pode ser adaptado para várias configurações de máquina.

O esquema funcional inclui condicionamento de sinal, conversão analógico-digital, processamento de sinal digital e algoritmos de cálculo automático. O sistema pode lidar com cenários de balanceamento em dois planos e em múltiplos planos com alta precisão.

4.5. Cálculo dos Parâmetros das Massas de Correção Usadas no Balanceamento de Rotores

O cálculo das massas de correção é baseado no método dos coeficientes de influência, que determina como o rotor responde às massas de teste em diferentes planos. Este método é fundamental para todos os sistemas de balanceamento modernos e fornece resultados precisos para rotores rígidos e flexíveis.

4.5.1. Tarefa de Balanceamento de Rotores com Dois Apoios e Métodos de sua Resolução

Para rotores de suporte duplo (a configuração mais comum), a tarefa de balanceamento envolve determinar duas massas de correção - uma para cada plano de correção. O método dos coeficientes de influência usa a seguinte abordagem:

1. Medição inicial (Run 0): Medir a vibração sem nenhuma massa de teste
2. Primeiro teste (Run 1): Adicionar massa de teste conhecida ao Plano 1, medir a resposta
3. Segundo teste (Run 2): Mover a massa de teste para o Plano 2, medir a resposta
4. Cálculo: O software calcula as massas de correção permanentes com base nas respostas medidas

A base matemática envolve resolver um sistema de equações lineares que relaciona as influências das massas de teste às correções necessárias em ambos os planos simultaneamente.

Figuras 3.26 e 3.27 mostram exemplos de uso de bases de torno, com base nos quais foram fabricadas uma máquina especializada de Apoio Rígido para balanceamento de brocas helicoidais e uma máquina de balanceamento universal de Apoio Flexível para rotores cilíndricos. Para fabricantes caseiros, tais soluções permitem criar um sistema de suporte rígido para a máquina de balanceamento com mínimo tempo e custo, no qual suportes de vários tipos (tanto Apoio Rígido quanto Apoio Flexível) podem ser montados. A principal tarefa do fabricante neste caso é garantir (e restaurar, se necessário) a precisão geométrica dos guias da máquina nos quais os suportes serão baseados. Em condições de produção caseira, o raspagem fina é geralmente usada para restaurar a precisão geométrica necessária dos guias.

Figura 3.28 mostra uma versão de uma base montada feita de dois canais. Na fabricação desta base, são usadas conexões parafusadas destacáveis, permitindo que a deformação da base seja minimizada ou completamente eliminada durante a montagem sem operações tecnológicas adicionais. Para garantir a precisão geométrica adequada dos guias da base especificada, pode ser necessária usinagem mecânica (retificação, fresagem fina) das abas superiores dos canais usados.

Figuras 3.29 e 3.30 apresentam variações de bases soldadas, também feitas de dois canais. A tecnologia de fabricação para tais bases pode exigir uma série de operações adicionais, como tratamento térmico para aliviar as tensões internas que ocorrem durante a soldagem. Assim como nas bases montadas, para garantir a precisão geométrica adequada dos guias das bases soldadas, deve-se planejar a usinagem mecânica (retificação, fresagem fina) das abas superiores dos canais usados.

4.5.2. Metodologia para Balanceamento Dinâmico de Rotores com Múltiplos Apoios

Rotores de múltiplos suportes (três ou quatro pontos de rolamento) exigem procedimentos de balanceamento mais complexos. Cada ponto de suporte contribui para o comportamento dinâmico geral, e a correção deve levar em conta as interações entre todos os planos.

A metodologia estende a abordagem de dois planos por:

• Medição de vibração em todos os pontos de apoio
• Uso de múltiplas posições de massa de teste
• Resolução de sistemas maiores de equações lineares
• Otimização da distribuição da massa de correção

Para eixos cardan e rotores longos semelhantes, essa abordagem geralmente alcança níveis de desbalanceamento residual correspondentes aos graus de qualidade ISO G6.3 ou melhores.

4.5.3. Calculadoras para Balanceamento de Rotores com Múltiplos Apoios

Algoritmos de cálculo especializados foram desenvolvidos para configurações de rotores com três apoios e quatro apoios. Esses calculadores estão implementados no software Balanset-4 e podem lidar com geometrias complexas de rotores automaticamente.

Os calculadores levam em conta:

• Rigidez variável dos apoios
• Acoplamento cruzado entre planos de correção
• Otimização do posicionamento das massas para acessibilidade
• Verificação dos resultados calculados

5. Recomendações para Verificação do Funcionamento e da Precisão de Máquinas de Balanceamento

A precisão e a confiabilidade de uma máquina de balanceamento dependem de muitos fatores, incluindo a precisão geométrica de seus componentes mecânicos, as características dinâmicas dos apoios e a capacidade operacional do sistema de medição. A verificação regular desses parâmetros garante qualidade consistente de balanceamento e ajuda a identificar problemas potenciais antes que afetem a produção.

5.1. Verificação da Precisão Geométrica da Máquina

A verificação da precisão geométrica inclui a verificação do alinhamento dos apoios, paralelismo dos guias e concentricidade dos conjuntos de fuso. Essas verificações devem ser realizadas durante a configuração inicial e periodicamente durante a operação para garantir a manutenção da precisão.

5.2. Verificação das Características Dinâmicas da Máquina

A verificação das características dinâmicas envolve a medição das frequências naturais dos apoios e dos componentes da estrutura para garantir que estejam adequadamente separadas das frequências de operação. Isso evita problemas de ressonância que podem comprometer a precisão do balanceamento.

5.3. Verificação da Capacidade Operacional do Sistema de Medição

A verificação do sistema de medição inclui a calibração dos sensores, a verificação do alinhamento de fase e a verificação da precisão do processamento de sinal. Isso garante a medição confiável da amplitude e da fase da vibração em todas as velocidades de operação.

5.4. Verificação das Características de Precisão conforme ISO 21940-21 (antiga ISO 2953)

A ISO 21940-21 (antiga ISO 2953) fornece procedimentos padronizados para verificar a precisão da máquina de balanceamento usando rotores de teste calibrados. Esses procedimentos ajudam a validar o desempenho da máquina em relação a padrões internacionalmente reconhecidos.

Bibliografia

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